动车组车内噪声设计理念研究

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收稿日期:

2009-03-26;修改日期:2009-04-15作者简介:沈艳祥(出生年1982),男(满),北京市西城区人,硕士研

究生。主要研究方向:噪声及振动控制。E 2m ai:l 06121713@j tu https://www.wendangku.net/doc/4b8030843.html,

文章编号:100621355(2010)0120033204

动车组车内噪声设计理念研究

沈艳祥,宋雷鸣

(北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044)

摘 要:重点阐述动车组车内噪声引入声品质评价理念的重要意义,建议采用全频声学仿真软件对相应的心理声学指标进行噪声设计,从而指导工程应用。

关键词:声学;动车组;噪声设计;声品质中图分类号:TB53 文献标识码:A

DO I 编码:10.3969/.j issn.1006-1355.2010.01.033

Study on the C oncep t of Inter ior N oise D esign of EMU

S HEN Y an 2xiang,S O NG Lei 2m ing

(School ofM echan ica l and E lectrical Con trolEngineeri n g ,Beiji n g Jiaotong Un i v ersity ,Beiji n g 100044,Ch i n a)

Ab stra ct :Th is paper e laborates the si g n ificance of i n troduc i n g the concept of sound quality eval u a 2tion f or i n terior noise of E MU .It is suggested that f ull-frequency acoustic analysi s sof t w are should be applied f or the noise desi g n of the correspond i n g psychoacoustic i n dicators as the gu i d ance of engineeri n g applicati o n .

K ey word s :acousti c s ;E M U ;noise design ;sound quality

随着动车组运营速度的不断提高,车体轻量化发展趋势也越加明显,但是轻量化往往造成车体局

域刚度不足和隔声性能变差,车内低频段噪声显著,且容易导致声学共鸣,产生令人烦恼的低频/轰鸣0声,严重影响了乘坐的舒适性。此外从噪声控制领域来看,车内噪声级到达一定水平后,将很难进一步降低,因此如何调节车内噪声的声学特性,消除噪声中令人烦躁的成分,保留令人愉悦的成分,使车内噪声的品质满足人们的主观感受已成为噪声控制领域发展的新方向。在车体的总体设计过程中引入噪声设计对控制噪声级水平,改善车内声品质有着十分积极的意义。根据试验获得的车体振动源特性和噪声源特性,结合原有的车体结构参数,建立车体三维实体模型,通过全频声学仿真软件对车体进行模态分析和噪声预测,可为进一步改善车体结构以获得良好的车内声学环境提供理论依据。

1 车内噪声源识别及其传播途径

车内噪声主要来源于轮轨作用产生的振动及噪声、空气动力性噪声、集电系统振动及噪声、机电设备振动及噪声。客室内噪声的传播途径包括空气传播和固体传播。1.1 轮轨振动及噪声

轮轨噪声包括车轮滚动时由于表面粗糙产生的滚动声及轮轨摩擦噪声,以及车轮经过轨道接头时的冲击噪声、弯道运行时轮对横爬产生的尖叫声

[1]

。滚动噪声的大小与运行速度的2次、3次方成

正比[2]

,且贯穿车辆运行的始终,该部分噪声通过车

体结构传至车内。轮轨间的振动通过轴箱悬挂系统传给转向架和车体,从而激发车体壁板振动向车内辐射噪声,这部分噪声的传播方式为固体传播。1.2 空气动力噪声

车辆高速运行时,车体表面的凹凸处产生湍流压力波动,从而产生空气动力噪声,空气动力噪声的大小与运行速度的5次、6次方成正比,且当速度大于300k m /h 时,空气动力噪声成为主要噪声源

[1]

。此外从高速运动的受电弓杆件引起的非稳

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态气流噪声[3],也同时激振车体顶板产生振动,从而向车内辐射噪声。

1.3设备振动噪声和集电振动噪声

机器设备噪声主要有转向架上主电机的电磁声、冷却风扇声、齿轮装置的啮合声、主变压器与主变换器的电磁声、地板下辅助机器的冷却风机声、空调及通风装置的噪声。这些噪声一部分直接激励车体板件向车内辐射噪声;另一部分以振动的形式通过连接装置将能量传递到车体,从而激发车体壁板辐射噪声。集电系统噪声主要是受电弓与接线网的滑动声、受电弓脱线时发出的火花声及空气动力噪声,其传播方式也主要是固体传播。

2车体结构对比分析

车内的噪声主要是由车外的振源及声源产生的振动噪声通过不同的传输路径传递到车内。从传播途径可以看出,当车体的密封相当紧密时,固体传播将成为噪声的主要传播途径,而无论是一次固体声还是二次固体声,都是车体本身的结构振动直接发出。目前动车组车体结构多以铝合金材料制造,往往导致车体局部刚度不足,固有频率偏低,车辆在行驶中容易产生车体局域共振,从而引起较大噪声。同时,如果转向架与车体隔振措施不佳,也易激发车体振动,从而加剧噪声。由于车体的轻量化要求,单纯的增加结构厚度的可能性不大[4],因此合理设计车体结构,提高结构防振隔声性能,对于动车组车内噪声的降低起到非常重要的作用。为此本文分析了A型和B型两种类型的动车组车体结构,期望从结构角度总结低噪声动车组在车体结构设计方面应该注意的一些问题。

A型动车组车体采用铝合金中空型材(双壳)结构,由底架、侧墙、车顶、端墙、裙板结构等组成的筒型整体承载焊接结构,可以承受垂直、纵向、横向、扭转等复杂载荷。侧墙及车顶由型材插接组焊而成。铝合金制的车体结构重量约为钢结构车体的1/2,为使车体结构的刚度达到与钢制车相同的水平,要把侧墙车体结构向下部延长,以增加断面二次力矩;空调机组安装在车体下部。噪声控制方面的措施有:车体中空型材之间填充减振材料,地板下铺设纤维吸声材料,地板下粘贴隔声材料,侧墙与内饰板之间铺设纤维吸声材料,车顶板下表面增加抗振支撑材料,同时粘贴隔声毡。

B型动车组车体采用大型中空铝合金型材组焊而成,地板、侧墙、车顶均由五块型材组成,车顶与侧墙的连接型式为搭接,这样可以保证在这个位置小范围的调节车体宽度;底架与侧墙的连接形式为插接,通过调整插接的长度,可以调节车体的高度。整车重约11t。车顶包括高顶和平顶两层结构,空调机组吊装在具有弧形结构的高顶上面,空调系统最主要的供风道在天花板上,为了降低噪声,在管道的第一部分设计有消声器,每个消声器管道内均安装有空气分配风门。其他防噪降噪措施有:地板铺设减振垫,同时胶粘一定厚度的玻璃棉,顶板胶粘两层玻璃棉,侧墙铺设一层不同厚度的玻璃棉和一定厚度泡沫板;在地板、顶板以及车内喷涂一层很薄的隔声复合物,这种复合物可以一定程度的吸收结构噪声。

3车内噪声设计现状

目前动车组车体的总体设计任务主要包括车体各部分尺寸的确定,以及给水、暖气、通风、电器设备结构方案的选定和布置,车内美工设计等[5]。而体现乘坐舒适性的噪声设计并没有完全融入到总体设计之中。现行的噪声控制方法主要根据对产品的实际测量结果,针对A声级进行噪声控制,可以归纳为制造)))测试)))改造这一过程,当然这可能是几个周期的循环工作方式,从而不断的降低车内噪声水平。车体设计中并没有完全引入车体声学仿真这一环节,对于车内噪声级水平和声学品质缺乏系统设计,从而导致生产出的列车要经过多次改造才能达到噪声标准要求,且舒适性较差。对于这一点汽车生产制造中的NV H环节就显得相对科学和先进,其产品也可以更加满足用户的需求,大大提高了乘坐的舒适性。

我国动车组噪声设计研究尚未全面开展,目前还只是要求车内噪声级达到国家相应标准,通常的降噪措施有:采用大型中空的双层铝合金焊接结构,以提高车体刚度;空腔内部填充发泡材料,起到隔振减噪目的;对车内顶板、地板和侧墙板采用隔声和吸声处理,如选用软装饰、衬垫时,尽量使用吸声性能好的材料,同时综合考虑隔声和阻尼,侧门采用塞拉门,双层密封车窗结构,车体密封等。以上这些措施虽然能够改善车内的声学环境,但其有效性,需要整车制造完成后进行实际测量获得,对于降噪措施缺乏预见性和指导性。

4动车组车内噪声设计理念

动车组噪声设计理念是指在所关注的车内声学环境中引入声品质概念,建立评价声品质的心理声学指标,例如:响度、尖锐度、粗糙度和抖动度等。

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其具体的实施方法可以通过计算机建模仿真技术对车内空间进行声学仿真,计算出相应的评价值,并根据相关标准对该声学指标进行再设计,以最终获得符合乘坐舒适性的声学环境。

目前的铁路客车内部噪声评价标准只针对A 声压级做出严格要求,而这一标准已渐渐不能满足乘客对乘坐环境的声学需求。因此在目前情况下,噪声设计理念在满足噪声限值的基本要求下,应努力提高其它各种声学指标,待新的评价体系建立后以发挥更大的作用。

4.1降低噪声值符合国家标准

GB/T12816-20065铁道客车内部噪声限值及测量方法6中规定动车组在以构造速度运行,所有辅助设备正常使用时一等车厢噪声值不大于65dB (A),二等车厢噪声值不大于68dB(A)。车辆静止、空调机组等辅助设备额定负荷运转时一等车厢噪声值不大于60dB(A),二等车厢噪声值不大于62dB(A),以上噪声值为等效连续A计权声压级。目前由于动车组车体结构和牵引方式的固有特点,车内噪声状况不尽理想,尤其是动车转向架和受电弓位置所对应的车厢空间,声压级明显高于其他位置,需进一步采取措施,降低这些部位的噪声值。4.2改善车内噪声品质

在车内噪声限值的相关标准中,要求A声压级或A声功率级低于噪声限值,A计权的评价特点严重消弱了低频区域的声压级,而近年来研究发现,传统的评价标准己经不能反映人们对于噪声的主观判断,应该以声品质的概念来进行描述,这一噪声的评价理念在汽车的防振降噪领域中已开始应用,常用的噪声品质主观评价方法主要有等级评分法(M agn itude esti m ation)和成对比较法(Paired co mparison)[6]。

国际对于声品质的公认定义为:声品质是能够反映人们对于声音事件主观感受的适当描述[7]。声品质的定义要求对其声音质量进行主观评价,这需要耗费大量的人力和时间,代价非常昂贵。为此研究人员提出了很多用来评价声音质量的心理声学指标,从不同的角度来评价产品的声音对用户造成的影响。但是到目前为止,只有少数的心理声学指标成为了行业标准。作为心理声学研究几十年的成果,己经有一些基本特性被认为是适宜于描述人主观感受的,这些指标主要有:响度、尖锐度、粗糙度和抖动度,[8-9]以上这些模型的建立为人们奠定了对噪声品质进行评价的基础。其中响度定量反映人耳对声音强弱主观感受程度,是介于主观、客观之间的一种评价量,一般而言响度值愈大,对人造成的烦脑程度愈严重,声音品质越差,但响度不是噪声品质的决定标准。尖锐度是描述高频段声音成分在总体声音中所占比例的物理量,反映了噪声信号的刺耳程度,尖锐度值越高,给人的感觉就越刺耳。粗糙度是描述人对噪声信号瞬时变化的感觉,噪声信号的瞬时变化能导致两种不同的感觉:低频变化时的起伏感和高频变化时的粗糙感。抖动度描述声音强度忽大忽小的变化,它与信号的时域结构、带宽、调制频率、调制程度、声压级大小等相关[8-9]。目前对于这些指标已经有了量化的计算方法。虽然这些心理声学指标还不能完全反应人的主观感受,但在噪声控制领域已经是很大的进步。在动车组全面发展的今天,也需要将乘坐的舒适性提高到新的层次,以主观感觉的评价方式来不断提高和改进动车组的车内声品质,给乘客提供一个良好的声学环境,当然这也期待于新评价标准的建立,需要广大噪声领域专家、学者的共同努力来完成。

4.3基于计算机仿真技术的噪声设计

动车组车内噪声的产生是一个复杂的振-声,声-振-声过程,它不仅与车体结构本身的振动模态相关,而且与车内空腔的声学模态相关,为获得良好的车内声学环境,在车体的总体设计过程当中有必要将车内的噪声设计也考虑其中。而单独考虑车身结构的振动模态或单独考虑车厢空腔的声学模态都不能反应声-振系统的耦合特性。因此必须将车身结构振动和车厢空间噪声耦合起来考虑其耦合系统的模态参数,为此必须采用软件仿真的分析方法,以准确获得动车组车内噪声特性。

全频振动噪声软件VA)One在有限元分析和统计能量分析理论的基础上,成功的将有限元方法和统计能量分析方法进行有机结合,为大型结构的全频带声振问题提供了解决方法[10],使得将全频带噪声分析及设计引入车体设计阶段成为可能。其设计思路为:把关于车体噪声实验的数据进行整理归档,建立数据库;设计者利用三维软件建立车体的结构模型;根据实验数据进行车体模型的声学仿真分析,获得车体在该仿真结构状态下的振动特性和噪声特性以及模态参数,找到影响车内声学评价指标的因素;根据计算结果对车体模型做出相应结构、材料和车内布局的调整,然后再进行仿真计算,得出优化的车内噪声声学设计方案。这样的设计过程以更加科学和系统的方式为动车组车内声品质的改善提供了有效指导。

动车组车内噪声设计理念研究

5 结 语

通过上述的分析可以得出如下的基本结论:(1)传统的噪声评价方法已逐渐不能满足乘客的要求,舒适性的提高有待于新的评价标准的建立;(2)声品质概念更能反应乘客对于噪声的主观感受,动车组车内噪声评价也应逐步引入声品质的评价理念;(3)计算机仿真技术的发展使车体噪声设计更方便的引入到总体设计当中,对于降低车内噪声、改变车内声品质有重要意义。参考文献:

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(上接第32页

)图10

ISO1点增速箱声压对比图

F i g .10The co m pa rison of pressure a t IS

和1mm 的Cu 2M n 合金阻尼材料来控制振动。为了考虑阻尼合金对结构模态的影响,在计算模态之前用MP ,D A MP 输入材料参数。Cu 2M n 合金阻尼材料参数密度为7300kg /m3,弹性模量为85Gpa ,损耗因子为0.017。

重新建立有限元模型,求得增速箱模态,然后

作声固耦合分析。有限元和边界元模型除了粘贴了一层合金阻尼材料外不做任何修改。同样运用I S O 标准声场,测量点依然为I S O1点,得到粘贴不同厚度Cu-Mn 合金阻尼材料后I S O1点的声压如图10。在上箱盖粘贴0.3mm 厚阻尼合金后可以将最大噪音由138.11dB 减小到136.35dB ,粘贴

1mm 厚阻尼合金后可以将增速箱最大噪声由138.11dB 减小到130.9dB ,最大减幅为7.21dB 。

4 结 语

提出了一种基于模态贡献度的振动噪声识别控制方法,该方法可以运用到船舶、车辆等机械行业的产品设计开发阶段。该方法能有效的识别振动噪声的主要来源,使得CAE 工程人员能有的放矢。本文对某船用增速箱运用模态贡献度理论识别噪声,并作了减振降噪优化,最大噪音减小了7.21dB 。参考文献:

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